多因素下氧化石墨烯無(wú)石棉墊片應(yīng)力場(chǎng)數(shù)值模擬*

張靜全 李遇賢 田健博 劉卓鑫 郭子玉

（昆明理工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院 云南昆明 650500）

螺栓法蘭系統(tǒng)由于易于拆卸， 在石油、 化工、 核 能、 航天航空等行業(yè)得到廣泛應(yīng)用[1］。 螺栓法蘭系統(tǒng)的密封失效很少是由螺栓和法蘭強(qiáng)度不足引起的， 大部分是由墊片泄漏引起的， 所以墊片在螺栓法蘭系統(tǒng)中起著至關(guān)重要的作用[2］。 而墊片是靜密封中確保機(jī)器設(shè)備和傳送系統(tǒng)安全、 無(wú)泄漏工作的一種基礎(chǔ)零部件， 是汽車、 航空航天、 化工、 石油和船舶等工業(yè)生產(chǎn)中避免重大安全事故的重要保障[3］。 張燕燕等[4］通過(guò)建立螺栓法蘭系統(tǒng)的有限元模型， 研究了不同預(yù)緊力和內(nèi)壓載荷的作用下， 非金屬墊片應(yīng)力變化規(guī)律，從而反映了整個(gè)密封系統(tǒng)的密封性能。 羅廣仁等[5］通過(guò)有限元軟件對(duì)柔性石墨金屬纏繞墊片進(jìn)行了瞬態(tài)和穩(wěn)態(tài)的熱-結(jié)構(gòu)耦合分析， 指出在一定的誤差范圍內(nèi)， 穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)可以代替瞬態(tài)溫度場(chǎng)的熱-結(jié)構(gòu)耦合分析。 文衛(wèi)朋[6］利用有限元軟件對(duì)新型MMC 墊片進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析、 穩(wěn)態(tài)以及瞬態(tài)-結(jié)構(gòu)耦合分析， 研究新型墊片在不同工況下的密封性能。

墊片在不同螺栓預(yù)緊力、 介質(zhì)內(nèi)壓、 墊片尺寸及介質(zhì)溫度下的應(yīng)力大小及分布趨勢(shì)影響著墊片性能，而墊片性能的好壞決定著螺栓法蘭系統(tǒng)密封性能的優(yōu)劣， 因此研究不同螺栓預(yù)緊力、 介質(zhì)內(nèi)壓、 墊片尺寸及介質(zhì)溫度下墊片應(yīng)力大小及應(yīng)力分布顯得尤為重要。

近年來(lái)氧化石墨烯（GO） 作為新型納米增強(qiáng)填料在復(fù)合材料中的顯著增強(qiáng)作用引發(fā)極大關(guān)注。 GO作為一種新型的納米增強(qiáng)填料， 其較低的添加量就能顯著增強(qiáng)聚合物復(fù)合材料的性能[7-10］。 WANG 等[8］使用GO 和還原性氧化石墨烯增強(qiáng)PVA， 結(jié)果表明， 當(dāng)GO 的質(zhì)量分?jǐn)?shù)從0.5%增加到4%時(shí)， 材料表現(xiàn)出良好的增強(qiáng)效果。 BERKI 等[9］采用氧化石墨烯（GO）對(duì)天然橡膠（NR） 膠乳進(jìn)行改性， GO 和CTAB 之間的π-陽(yáng)離子相互作用可以調(diào)整界面相， 從而改善NR納米復(fù)合材料的相關(guān)性能。

目前， 使用有限元技術(shù)對(duì)柔性石墨金屬纏繞墊片應(yīng)力場(chǎng)的研究相對(duì)較多， 而對(duì)于氧化石墨烯的研究都還處于起步階段， 并且氧化石墨烯在無(wú)石棉墊片中的應(yīng)用研究還很少見(jiàn)。 本文作者通過(guò)在MTS E45 電子萬(wàn)能試驗(yàn)機(jī)對(duì)氧化石墨烯無(wú)石棉墊片進(jìn)行壓縮回彈試驗(yàn)， 得出氧化石墨烯無(wú)石棉墊片在不同螺栓預(yù)緊力下的壓縮回彈曲線， 并運(yùn)用有限元軟件GASKET 單元復(fù)現(xiàn)該墊片加載和卸載過(guò)程， 考慮到氧化石墨烯無(wú)石棉墊片材料的非線性， 對(duì)螺栓預(yù)緊力、 墊片尺寸、 介質(zhì)內(nèi)壓及介質(zhì)溫度變化對(duì)氧化石墨烯墊片應(yīng)力場(chǎng)的影響進(jìn)行了模擬， 為氧化石墨烯無(wú)石棉墊片應(yīng)用研究具有一定的參考作用。

1 有限元模型

1.1 幾何模型

文中以ASME／ANSI B 16.5 標(biāo)準(zhǔn)中NPS4 Class150標(biāo)準(zhǔn)法蘭為研究對(duì)象， 該法蘭結(jié)構(gòu)形式為長(zhǎng)頸對(duì)焊管法蘭[11］。 螺栓法蘭系統(tǒng)模型具有對(duì)稱結(jié)構(gòu)， 文中采用1／4 模型來(lái)提高計(jì)算效率。 圖1 所示為1／4 螺栓法蘭系統(tǒng)有限元模型， 圖2 所示為法蘭接頭的幾何模型。 法蘭各部分尺寸如表1 所示。

圖1 1／4 螺栓法蘭系統(tǒng)有限元模型Fig.1 1／4 bolt flange system finite element model

圖2 法蘭接頭的幾何模型Fig.2 The geometric model of the flange connector

表1 法蘭各部分尺寸Table 1 Flange part dimensions

1.2 材料特性

法蘭和螺栓的材料屬性均假設(shè)為各向同性的線彈性體， 其中法蘭材料為15CrMo， 螺栓和螺母材料選用25Cr2MoVA， 數(shù)量共8 個(gè)。 法蘭及螺栓螺母的性能數(shù)據(jù)見(jiàn)文獻(xiàn)[12］。 墊片為氧化石墨烯無(wú)石棉墊片，通過(guò)MTS E45 電子萬(wàn)能試驗(yàn)機(jī)對(duì)氧化石墨烯無(wú)石棉墊片進(jìn)行壓縮回彈試驗(yàn)， 得出墊片不同螺栓預(yù)緊力壓縮回彈曲線， 如圖3 所示。 施加螺栓預(yù)緊力并卸載后， 墊片應(yīng)力和應(yīng)變之間的關(guān)系均呈現(xiàn)出非線性的特征， 加載路線和卸載路線均不重合， 在圖形上表現(xiàn)出滯回曲線的特征， 即存在殘余變形， 說(shuō)明氧化石墨烯墊片在卸載后不能完全還原， 而是存在一定的殘余壓縮量和回彈量， 這也證明了氧化石墨烯無(wú)石棉墊片具有一定的黏彈性的特點(diǎn)。 這與文獻(xiàn)[13］研究的金屬墊片的壓縮回彈曲線差別很大， 金屬墊片的壓縮回彈性曲線中， 壓縮階段墊片應(yīng)變和應(yīng)力呈線性關(guān)系， 回彈階段， 墊片應(yīng)變和應(yīng)力呈非線性關(guān)系， 且回彈時(shí)壓縮量幾乎完全還原。 壓縮回彈曲線圖中壓縮曲線下的面積表示壓縮墊片所做的功將以彈性應(yīng)變能儲(chǔ)存在墊片中， 面積越大說(shuō)明彈性補(bǔ)償?shù)哪芰υ酱螅?回彈曲線以下的面積則表示在卸載時(shí)釋放出來(lái)的彈性應(yīng)變能。說(shuō)明氧化石墨烯墊片相對(duì)于金屬墊片在回彈補(bǔ)償方面優(yōu)勢(shì)明顯。

1.3 載荷及邊界條件

螺栓預(yù)緊力采用規(guī)范[14］中的設(shè)計(jì)方法進(jìn)行計(jì)算，以便確定有限元模型中螺栓載荷的大小。 計(jì)算得到最小總螺栓預(yù)緊力為178 088.42 N， 單個(gè)螺栓預(yù)緊力為22 261.05 N。 根據(jù)文獻(xiàn)[15］可知， 管道內(nèi)介質(zhì)內(nèi)壓最大為14 MPa， 管道內(nèi)介質(zhì)溫度最高為370 ℃。 為了研究螺栓預(yù)緊力對(duì)墊片應(yīng)力的影響， 文中分別取20、 25、 30、 35 kN 5 種螺栓預(yù)緊力進(jìn)行模擬。 在實(shí)際情況， 管道內(nèi)介質(zhì)流動(dòng)時(shí)對(duì)管道內(nèi)壁產(chǎn)生壓力， 因此需要在管道、 法蘭和墊片的內(nèi)表面施加介質(zhì)內(nèi)壓[16］。 文中將選取3、 5、 7、 10、 12 MPa 5 種介質(zhì)內(nèi)壓載荷進(jìn)行模擬， 并在管道端面施加等效軸向拉力，以便研究不同內(nèi)壓對(duì)墊片應(yīng)力的影響。 同時(shí)文中將選取介質(zhì)溫度分別為100、 150、 200、 250、 300 ℃， 施加于所有表面的對(duì)流換熱系數(shù)為20 W／（m2·℃），研究穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)對(duì)墊片應(yīng)力的影響。 法蘭和墊片以及法蘭和螺栓之間的接觸屬性為面-面接觸， 摩擦因數(shù)為0.2[17］， 對(duì)下法蘭端面施加固定約束， 上法蘭端面自由， 在1／4 模型的兩個(gè)對(duì)稱端面施加對(duì)稱約束， 限制其法向的轉(zhuǎn)動(dòng)和移動(dòng)。

1.4 網(wǎng)格劃分

結(jié)構(gòu)分析中， 法蘭、 螺栓、 螺母均采用C3D8R單元， 因?yàn)樵诩虞d和卸載過(guò)程中， 螺栓法蘭系統(tǒng)內(nèi)面內(nèi)變形對(duì)墊片剛度的影響可以忽略[18］， 因此只考慮墊片厚度方向的行為。 墊片采用GK3D8 單元， 計(jì)算溫度分布時(shí)， 螺栓法蘭結(jié)構(gòu)所有構(gòu)件單元均為DC3D8。 結(jié)構(gòu)分析中， 分析步為靜態(tài)通用分析類， 溫度場(chǎng)分析中分析步為熱傳遞分析類， 均為隱式求解器。 網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖4 所示。

圖4 法蘭接頭網(wǎng)格Fig.4 Flange connector grid

2 墊片應(yīng)力數(shù)值模擬結(jié)果與分析

2.1 預(yù)緊工況下不同螺栓預(yù)緊力對(duì)墊片應(yīng)力的影響

為了研究預(yù)緊工況下不同螺栓預(yù)緊力對(duì)墊片應(yīng)力的影響， 選用4 種螺栓預(yù)緊力， 分別為20、 25、 30、35 kN， 模擬預(yù)緊工況下不同螺栓預(yù)緊力下墊片的應(yīng)力分布， 如圖5 所示。 可以看出， 在同一螺栓預(yù)緊力作用下， 在靠近墊片內(nèi)側(cè)的圓周位置， 墊片的應(yīng)力大小基本是均勻的； 而在靠近墊片外側(cè)的圓周位置， 墊片應(yīng)力是不均勻的。

圖5 不同螺栓預(yù)緊力下墊片應(yīng)力分布云圖（MPa）Fig.5 Cloud map of the stress distribution of gaskets under different bolt pretension forces （MPa）： （a） bolt pretension force of 20 kN； （b） bolt pretension force of 25 kN； （c） bolt pretension force of 30 kN；（d） bolt pretension force of 35 kN

為了能較好地看出墊片應(yīng)力分布情況， 選取墊片徑向進(jìn)行分析， 得到不同螺栓預(yù)緊力下墊片沿徑向由內(nèi)到外應(yīng)力分布曲線， 如圖6 所示。 可以看出， 墊片徑向應(yīng)力由內(nèi)到外呈遞增趨勢(shì)， 呈現(xiàn)“外緊內(nèi)松”的趨勢(shì)。 并且墊片的最大應(yīng)力在外側(cè)， 最小應(yīng)力在內(nèi)側(cè)。 這是因?yàn)閴|片的內(nèi)側(cè)距離螺栓較遠(yuǎn)， 被壓相對(duì)較松， 所以其應(yīng)力值較小； 而墊片的外側(cè)距離螺栓較近， 被壓相對(duì)較緊， 所以其應(yīng)力值較大。

圖6 不同螺栓預(yù)緊力下墊片沿徑向由內(nèi)到外應(yīng)力分布曲線Fig.6 The stress distribution curves of gasket along radial direction from inside to outside under different bolt pretension forces

為了進(jìn)一步研究螺栓預(yù)緊力對(duì)墊片內(nèi)、 外側(cè)應(yīng)力的影響， 模擬不同螺栓預(yù)緊力下墊片內(nèi)外側(cè)應(yīng)力分布， 如圖7 所示。 可以看出， 隨著螺栓預(yù)緊力的增大， 墊片內(nèi)側(cè)應(yīng)力從12.501 MPa 增加到21.398 MPa， 墊片外側(cè)應(yīng)力從17.662 MPa 增加到31.478 MPa。 由文獻(xiàn)[15］中墊片密封判定準(zhǔn)則可知， 墊片最小允許密封應(yīng)力為10 MPa， 最大密封應(yīng)力為60 MPa，由圖7 分析可得出墊片應(yīng)力均滿足密封要求。

圖7 不同螺栓預(yù)緊力下墊片內(nèi)外側(cè)應(yīng)力分布曲線Fig.7 The stress distribution curves on the inside and outside of the gasket under different bolt pretension forces

實(shí)驗(yàn)測(cè)得的壓縮量和仿真計(jì)算的壓縮量值如圖8所示， 隨著螺栓預(yù)緊力的增加， 壓縮量逐漸增加， 實(shí)驗(yàn)值和仿真值的總體趨勢(shì)基本一致， 在20、 25 kN 的螺栓預(yù)緊力下仿真值稍微偏大； 在30、 35 kN 下， 實(shí)驗(yàn)值稍微偏大。 這可能是因?yàn)樵谟邢拊抡娣治鰰r(shí)，考慮了螺栓法蘭等外部條件的影響， 而萬(wàn)能試驗(yàn)機(jī)對(duì)壓縮回彈性能測(cè)試的實(shí)驗(yàn)中， 僅僅考慮了墊片本身的行為。 最大誤差發(fā)生在35 kN 時(shí)， 仿真值比實(shí)驗(yàn)值小5.18%， 誤差不大， 說(shuō)明有限元仿真方法具有一定的參考意義。

圖8 不同螺栓預(yù)緊力下墊片壓縮量實(shí)驗(yàn)值和仿真值Fig.8 The experimental and simulated values of gasket compression under different bolt pretension forces

2.2 承壓工況下不同介質(zhì)內(nèi)壓對(duì)墊片應(yīng)力的影響

為了研究承壓工況下不同介質(zhì)內(nèi)壓對(duì)墊片應(yīng)力的影響， 選用5 種介質(zhì)內(nèi)壓， 分別為3、 5、 7、 10、 12 MPa， 模擬了承壓工況下不同螺栓預(yù)緊力的墊片應(yīng)力與介質(zhì)內(nèi)壓的關(guān)系， 如圖9 所示。

圖9 不同螺栓預(yù)緊力下墊片應(yīng)力與介質(zhì)內(nèi)壓關(guān)系曲線Fig.9 The relationship curves between gasket stress and medium pressure under different bolt pretension forces： （a） stress on the outside of gasket； （b） stress on the inside of gasket

由圖9 可以看出， 當(dāng)螺栓預(yù)緊力為20 kN、 內(nèi)壓載荷從3 MPa 增加到12 MPa 時(shí)， 墊片內(nèi)側(cè)應(yīng)力從10.414 MPa 減小到5.507 MPa， 外側(cè)應(yīng)力從16.976 MPa 減小到14.784 MPa； 當(dāng)螺栓預(yù)緊力為25 kN、 內(nèi)壓載荷從3 MPa 增加到12 MPa 時(shí)， 墊片內(nèi)側(cè)應(yīng)力從12.444 MPa 減小到6.487 MPa， 外側(cè)應(yīng)力從23.014 MPa 減小到18.585 MPa； 當(dāng)螺栓預(yù)緊力為30 kN、 內(nèi)壓載荷從3 MPa 增加到12 MPa 時(shí)， 墊片內(nèi)側(cè)應(yīng)力從15.376 MPa 減小到8.222 MPa， 外側(cè)應(yīng)力從25.979 MPa 減小到21.703 MPa； 當(dāng)螺栓預(yù)緊力為35 kN、 內(nèi)壓載荷從3 MPa 增加到12 MPa 時(shí)， 墊片內(nèi)側(cè)應(yīng)力從18.385 MPa 減小到10.53 MPa， 外側(cè)應(yīng)力從30.264 MPa 減小到25.54 MPa。 由以上分析可知， 在4 種螺栓預(yù)緊力下的墊片內(nèi)外側(cè)應(yīng)力隨著介質(zhì)內(nèi)壓的增加而減小。 這是由介質(zhì)內(nèi)壓產(chǎn)生的等效軸向拉力引起的，該等效軸向拉力使上下法蘭分離。 只有螺栓預(yù)緊力為35 kN 時(shí)才滿足密封要求， 可見(jiàn)當(dāng)墊片應(yīng)力不足以滿足螺栓法蘭連接系統(tǒng)的密封性能時(shí)， 應(yīng)適當(dāng)增加螺栓預(yù)緊力來(lái)達(dá)到密封的目的， 因此介質(zhì)內(nèi)壓載荷對(duì)墊片密封性能造成不良的影響。

2.3 墊片寬度對(duì)墊片應(yīng)力的影響

選用5 種墊片寬度， 分別為24.5、 25.5、 26.5、27.5、 28.5 mm， 模擬了承壓工況（即介質(zhì)內(nèi)壓p＝5 MPa、 螺栓預(yù)緊力F＝30 kN） 下墊片應(yīng)力與墊片寬度的關(guān)系， 如圖10 所示。

圖10 墊片應(yīng)力與墊片寬度的關(guān)系曲線（p＝5 MPa， F＝30 kN）Fig.10 The relationship curves between gasket stress and gasket width （p ＝5 MPa， F ＝30 kN）

由圖10 可知， 隨著墊片寬度的增加， 墊片內(nèi)側(cè)應(yīng)力從16.041 MPa 減小到11.893 MPa， 墊片外側(cè)應(yīng)力從27.499 MPa 減小到23.865 MPa。 由以上分析可知， 隨著墊片寬度的增加， 墊片的最大和最小應(yīng)力值都有所減小， 這是因?yàn)楫?dāng)施加相同的螺栓預(yù)緊力的情況下， 墊片寬度的增加使得墊片上的平均應(yīng)力有所下降， 法蘭接頭的緊密性也就下降。 雖然在5 種墊片寬度下， 墊片應(yīng)力均大于最小密封應(yīng)力， 但墊片內(nèi)外側(cè)應(yīng)力均在減小， 幾乎快接近最小密封應(yīng)力， 所以， 螺栓預(yù)緊力一定的情況下， 并不是墊片寬度越大螺栓法蘭系統(tǒng)的密封性越好， 需要考慮實(shí)際的加載情況選擇合適墊片的寬度。

3 穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)下墊片熱-結(jié)構(gòu)耦合分析

3.1 不同介質(zhì)溫度下墊片溫度場(chǎng)變化

在進(jìn)行有限元分析時(shí)， 需先計(jì)算出一定介質(zhì)溫度下的穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)分布， 再作為溫度載荷導(dǎo)入熱-結(jié)構(gòu)耦合計(jì)算模型中， 才可以得出墊片在一定介質(zhì)溫度下的受力分析結(jié)果。 文中對(duì)5 種介質(zhì)溫度進(jìn)行模擬研究， 圖11 所示為承壓工況（即介質(zhì)內(nèi)壓p＝5 MPa、螺栓預(yù)緊力F＝30 kN） 下不同介質(zhì)溫度下墊片沿徑向由內(nèi)到外溫度分布曲線。 可知， 墊片溫度沿徑向由內(nèi)向外降低， 最高溫度出現(xiàn)在墊片內(nèi)側(cè)， 最低溫度出現(xiàn)在墊片外側(cè)， 這是因?yàn)闇囟容d荷加載在墊片內(nèi)表面， 而墊片外側(cè)由于與外界的換熱的影響沿徑向的溫度偏低。 其不同介質(zhì)溫度下墊片內(nèi)外側(cè)溫差曲線如圖12 所示。 可知， 隨著墊片內(nèi)部介質(zhì)溫度升高， 墊片內(nèi)外側(cè)的溫度差越大。

圖11 不同介質(zhì)溫度下墊片沿徑向由內(nèi)到外溫度分布曲線Fig.11 Temperature distribution curves of gasket from inside to outside along radial direction under different medium temperatures

圖12 不同介質(zhì)溫度下墊片內(nèi)外側(cè)溫差Fig.12 The temperature difference between the inside and outside of the gasket at different media temperatures

3.2 不同介質(zhì)溫度下熱-結(jié)構(gòu)耦合分析

螺栓法蘭系統(tǒng)在工作時(shí)既受介質(zhì)內(nèi)壓的作用又受介質(zhì)溫度載荷的影響， 此外在高溫條件下， 螺栓法蘭系統(tǒng)中各部件之間的溫度分布存在較大差異， 這將導(dǎo)致溫差， 從而導(dǎo)致墊片應(yīng)力發(fā)生變化， 影響螺栓法蘭系統(tǒng)的密封性能。 文中通過(guò)5 個(gè)載荷步來(lái)進(jìn)行穩(wěn)態(tài)熱-結(jié)構(gòu)耦合的模擬計(jì)算， 得出不同介質(zhì)溫度下墊片應(yīng)力分布云圖， 如圖13 所示， 以及不同介質(zhì)溫度下墊片沿徑向由內(nèi)到外應(yīng)力分布曲線， 如圖14 所示。

圖13 不同介質(zhì)溫度下墊片應(yīng)力分布云圖（MPa）Fig.13 The gasket stress distribution cloud map at different media temperatures （MPa）： （a） media temperature of 100 ℃；（b） media temperature of 150 ℃； （c） media temperature of 200 ℃； （d） media temperature of 250 ℃； （e） media temperature of 300 ℃

圖14 不同介質(zhì)溫度下墊片沿徑向由內(nèi)到外應(yīng)力分布曲線Fig.14 Temperature distribution curves of gasket from inside to outside along radial direction under different media temperatures

由圖13 和圖14 可知， 墊片應(yīng)力沿徑向變化較大， 5 種介質(zhì)溫度下墊片應(yīng)力均是沿徑向由內(nèi)到外呈現(xiàn)遞增的趨勢(shì)， 且最大應(yīng)力在墊片外側(cè)， 最小應(yīng)力在墊片內(nèi)側(cè)， 只是不同介質(zhì)溫度下墊片的最大應(yīng)力及最小應(yīng)力數(shù)值大小不同， 這是因?yàn)槭┘勇菟A(yù)緊力時(shí)造成了法蘭的偏轉(zhuǎn)和各連接部件的熱膨脹系數(shù)不同而引起的。

圖15 所示為不同介質(zhì)溫度下墊片內(nèi)外側(cè)應(yīng)力分布曲線。 可以看出， 隨著介質(zhì)溫度的不斷上升， 墊片內(nèi)側(cè)應(yīng)力值從13.292 MPa 減小到10.897 MPa， 墊片外側(cè)應(yīng)力值從25.244 MPa 減小到24.852 MPa。 這是因?yàn)榻橘|(zhì)溫度的存在使各元件之間由于蠕變的原因造成了相應(yīng)的應(yīng)力松弛， 從而導(dǎo)致墊片應(yīng)力的降低， 最終導(dǎo)致墊片密封性能下降， 故介質(zhì)溫度會(huì)對(duì)墊片密封性造成不良影響。

圖15 不同介質(zhì)溫度下墊片內(nèi)外側(cè)應(yīng)力分布曲線Fig.15 The stress distribution curves on the inside and outsideof the gasket under different media temperatures

圖16 所示為墊片應(yīng)力沿外側(cè)周向的分布曲線。

圖16 墊片應(yīng)力沿外側(cè)周向的分布曲線Fig.16 The distribution curves of the gasket stress along the outer perimeter

由圖16 可以看出， 墊片應(yīng)力沿外圓周向分布不均勻， 并以45°的周期變化； 最大值出現(xiàn)在螺栓相應(yīng)位置， 最小值出現(xiàn)在相鄰螺栓中間。 這是因?yàn)榉ㄌm和螺栓在彎矩作用下發(fā)生翹曲變形， 螺栓所對(duì)應(yīng)位置的墊片由于受到擠壓應(yīng)力增大， 而相鄰螺栓中間所對(duì)應(yīng)位置的墊片由于發(fā)生翹起應(yīng)力減小。 在實(shí)際工作條件下， 盡可能多地布置螺栓， 使墊片周向上的應(yīng)力分布盡可能均勻。 同時(shí)， 從圖中還可以看出， 墊片應(yīng)力隨著介質(zhì)溫度的升高而降低。

4 結(jié)論

（1） 在預(yù)緊工況時(shí)， 氧化石墨烯無(wú)石棉墊片周向應(yīng)力分布不均勻， 徑向存在應(yīng)力梯度， 墊片應(yīng)力隨著螺栓預(yù)緊力增加而增大。 在承壓工況時(shí)， 當(dāng)螺栓預(yù)緊力一定時(shí)， 墊片應(yīng)力隨著介質(zhì)內(nèi)壓增大而減小。 當(dāng)介質(zhì)壓力和螺栓預(yù)緊力一定時(shí)， 墊片應(yīng)力隨著墊片寬度增加而減小。 當(dāng)墊片應(yīng)力不足以滿足螺栓法蘭系統(tǒng)連接系統(tǒng)的密封性時(shí)， 應(yīng)當(dāng)增加螺栓預(yù)緊力來(lái)達(dá)到密封的目的。

（2） 最高溫度出現(xiàn)在墊片內(nèi)側(cè)， 且隨著介質(zhì)溫度的升高， 墊片內(nèi)外側(cè)的溫差逐漸增大。 墊片的應(yīng)力沿徑向仍然是由內(nèi)到外呈現(xiàn)遞增的趨勢(shì)， 隨著介質(zhì)溫度的升高， 墊片應(yīng)力有所減??； 墊片應(yīng)力沿外側(cè)周向分布不均勻， 呈45°為一個(gè)周期變化。